CN108799318A - 一种应用于往复式压缩机曲轴上的动载轴承设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种应用于往复式压缩机曲轴上的动载轴承设计方法，该方法解决了传统动载轴承设计过程中参数难以确定，特性参数计算复杂的问题；本发明提出的设计方法包含了轴承设计过程中的宽径比设计、半径间隙区间计算，同时还包括了轴承的压力分布、最小油膜厚度、油膜压力、润滑油流量、功率损耗、等效温升等计算，更全面地校核了轴承的各项参数指标，使设计目标安全性更高；本发明采用有限元方法求解雷诺方程，相比较与传统的经验公式计算能够计算得到的参数更多，对于动载轴承这种复杂变工况的轴承，简化了设计步骤，节省了设计时间；提出了通过绘制压力随曲轴转角与轴承周向展开角的云图进行轴承进油孔设计。

Description

一种应用于往复式压缩机曲轴上的动载轴承设计方法

技术领域

本发明属于轴承设计领域，具体涉及一种应用于往复式压缩机曲轴上的动载轴承的设计方法。

背景技术

在往复式压缩机中，作用于滑动轴承上的载荷，无论大小和方向，都随时间周期性的变化，这样的轴承一般称为动载轴承。由于载荷是变化的，所以各个瞬时轴心的平衡位置也是变化的。

往复式压缩机中的曲轴，在飞轮和调速器的作用下按等角速度转动，连杆相对于曲轴和活塞按变化的角速度摆动。由于往复式压缩机运转部件产生的往复惯性力很难平衡，为抑制振动只能采用较低转速，同时轴承的载荷较大，所以动载轴承往往处于一个低速重载的工况。

动载轴承动态应力不应超过材料的疲劳强度，工作温度应低于轴承熔化或损伤温度。同时，润滑剂流量应足够带走工作产生的热量，避免工作温度过度升高导致轴承损坏，同时流量也不应过大，要尽可能降低搅动损失。实际的轴承设计是一个迭代过程，其中包括使用经验关系选择初始参数，例如轴承长度，直径和间隙，然后通过迭代计算来获得最优的设计参数。最开始动载轴承的设计参数以最小油膜厚度为准，随着技术的发展，后续设计也需要最大油膜压力及温度的计算，但由于动载轴承工况的复杂性，这种计算仍旧无法满足轴承的安全性要求。所以为了提高轴承计算的准确性，为动载轴承设计提供更准确的指导，需要更好地了解不同的参数如轴承长度、径向间隙、最小薄膜厚度、油流量、最大压力、功率损失和温升等特征参数的关系。

发明内容

本发明的目的在于针对动载轴承变载荷的复杂工况，提供了一种应用于往复式压缩机曲轴上的动载轴承设计方法，该方法包含动载轴承的宽径比、半径间隙、压力分布、轴径速度、最大油膜压力、润滑油流量、功率损耗及等效温升的计算。已知条件包括润滑油参数、轴承运行载荷变化曲线和轴径参数。

本发明采用如下技术方案来实现的：

一种应用于往复式压缩机曲轴上的动载轴承设计方法，包括以下步骤：

1)根据轴承工况确定宽径比B/D，参照轴颈直径确定轴承最小半径间隙，确定初始进油孔位置，其中B为轴承宽度，D为轴承直径；

2)给定初始时间偏心位置(e_x,e_y)和初始速度根据载荷曲线确定迭代次数NDATA，取初始时刻i＝1；其中，e_x指偏心位置的x坐标，e_y指偏心位置的y坐标，指此时刻偏心位置x方向的速度，指此时刻偏心位置y方向的速度，i代表了不同的时刻；

3)根据给定偏心计算油膜厚度及其随时间的变化关系；

4)求解二维的雷诺方程，计算轴承的压力分布，润滑油粘度通过温粘方程计算；

5)根据现有偏心位置，通过计算下一时刻偏心位置(e_x,e_y)，由压力积分等于外载荷计算下一时刻速度

6)重复前述迭代过程，直到计算到最终时刻，即t＝NDATA；

7)根据上述计算可得轴心轨迹，判断轴心轨迹的初始位置是否与最终位置重合，否则以计算出的新位置点坐标及速度作为新的迭代初值重新计算；

8)根据上述步骤得到的轴心轨迹和压力分布，通过轴心轨迹得到最小油膜厚度曲线；

9)计算轴承受力及最大油膜压力，最大油膜压力通过前述步骤求出的压力分布求最大值得到，做最大压力分布曲线；

10)通过压力积分可得到润滑油流量曲线；

11)计算功率损耗曲线；

12)计算温升曲线；

13)参数安全性校核，确定温升、承载力、功率损耗、润滑油流量是否满足设备运行要求，如果不满足要求：先确定更改进油压力和更改润滑油类型能够改善润滑特性；其次考虑更改润滑油进油孔位置；如果还无法改善，则重新修改初始宽径比及半径间隙，返回第一步重新计算；

14)重新确定进油孔参数，通过计算得到的最大油膜压力及压力分布，作压力与转角关系图，取优化后的轴承进油孔位置；

15)通过迭代至设计指标达到工况需求，则获得轴承最佳设计参数。

本发明进一步的改进在于，步骤3)中，偏心计算油膜厚度及其随时间的变化关系如下：

式中，h表示油膜厚度，表示油膜厚度的导数，θ表示轴承偏位角，C表示轴承的半径间隙。

本发明进一步的改进在于，步骤4)的具体计算方法如下：

当计入紊流因素时系数为式(5)和(6)所示

式中x，y表示轴承周向和轴向坐标；ρ表示流体的密度；p指油膜压力；h指油膜厚度；U指相对运动速度；μ指流体粘度；t指时间；Re指雷诺数。

对于动态载荷轴承，取定粘度进行计算，粘度计算公式为：

log log(ν+0.7)＝A-B log T (7)

式中：T为参考温度；v为在设定温度下的运动粘度；A、B为相应润滑油系数。

本发明进一步的改进在于，步骤5)的具体计算方法如下：

本发明进一步的改进在于，步骤9)的具体计算方法如下：

油膜合力：

F_x＝∫∫p cosθdA (9)

F_y＝∫∫p sinθdA (10)

轴颈摩擦力

轴承摩擦力

式中：F_x指油膜压力在x方向上的合力，F_y指油膜压力在y方向的合力，p指油膜压力，τ_yx指轴径转动过程中的剪切应力，F_t指轴径转动的总摩擦力。

本发明进一步的改进在于，步骤10)的具体计算方法如下：

其中：ν_x、ν_z为润滑油在周向和轴向的流速；q_x、q_z为润滑油在周向和轴向任意截面的质量流量；U、W指固体表面相对运动速度；x、y、z指轴承周向、油膜厚度方向、和轴承轴向坐标；B指轴承宽度；L指轴承周向长度；h指油膜厚度；p指油膜压力；μ指流体粘度。

本发明进一步的改进在于，步骤11)的具体计算方法如下：

式中：F指力向量矩阵；V指速度矩阵；T指摩擦力矩矩阵；ω指角速度矩阵，下标j＝1指轴颈，j＝2指轴瓦。

本发明进一步的改进在于，步骤12)的具体计算方法如下：

温升计算：

有效温度为：

T_eff＝T_in+ΔT (19)

式中：W指总功率，T_eff指有效温度，T_in指润滑油进油温度，ΔT指温度升高值，ε指轴承的偏心率，ρ₀指流体密度，c₀指流体的热容，Q_leakage指测泄流量。

本发明具有如下有益的技术效果：

1)本发明提出了一种往复式压缩机曲轴轴颈的动载轴承设计方法，解决了传统动载轴承设计过程中参数难以确定，特性参数迭代计算过程复杂繁琐的问题；

2)本发明提出的设计方法包含了轴承设计过程中的宽径比设计、半径间隙区间计算，同时包括了轴承的压力分布、最小油膜厚度、油膜压力、润滑油流量、功率损耗、等效温升等计算，更全面地校核了轴承的各项参数指标，使设计目标安全性更高；

3)本发明采用有限元方法求解雷诺方程，相比较与传统的经验公式计算能够计算得到的参数更多，对于动载轴承这种复杂变工况的轴承，通过计算机采用有限元方式求解雷诺方程，可节省理论设计计算时间，提高轴承设计效率；

4)本发明提出了通过绘制压缩机轴承压力随曲轴转角与轴承周向展开角度的关系云图，进行进油孔最优位置的判断方法，为进油孔的设计提供了一种新思路。

附图说明

图1为总体设计流程图。

图2为轴心轨迹图。

图3为最小油膜厚度曲线。

图4为最大压力分布曲线。

图5为润滑油流量曲线。

图6为功率损耗曲线。

图7为温升曲线。

图8为油膜压力随曲轴转角及轴承周向展开角分布图。

具体实施方式

下面结合附图对本发明做进一步详细描述：

如图1所示，为动载轴承设计流程，本发明提供的一种应用于往复式压缩机曲轴上的动载轴承设计方法，包括以下步骤：

1.根据轴承工况确定宽径比B/D(其中B为轴承宽度，D为轴承直径)，对于动载轴承优选0.3～0.8，对于具有完整周向凹槽的轴承，通常偏向于选择优选范围的上限(B/D＝0.8)，对没有周向凹槽、采用进油孔的轴承偏向于下限(B/D＝0.3)；

2.参照轴颈直径确定轴承最小半径间隙，轴承半径间隙最大值为最小值的1.5倍：

C_dmin＝0.00075D (1)

C_dmax＝1.5C_{d min} (2)

式中D为轴承内径；

3.确定初始进油孔位置；

4.给定初始时间偏心位置(e_x,e_y)和初始速度根据载荷曲线确定迭代次数NDATA，取初始时刻i＝1；其中：e_x指偏心位置的x坐标，e_y指偏心位置的y坐标，指此时刻偏心位置x方向的速度，指此时刻偏心位置y方向的速度，i代表了不同的时刻；

5.根据给定偏心计算油膜厚度及其随时间的变化关系：

式中：h表示轴承的油膜厚度，表示油膜厚度的导数，θ表示轴承偏位角，C表示轴承的半径间隙

6.求解二维的雷诺方程，计算轴承的压力分布，润滑油粘度通过温粘方程计算：

当计入紊流因素时系数为式(5)(6)所示

式中x，y表示轴承周向和轴向坐标；ρ表示流体的密度；p表示压力；h表示间隙高度；U指相对运动速度；μ指流体粘度；t指时间；Re指雷诺数。

对于动态载荷轴承，取定粘度进行计算，粘度计算公式为：

log log(ν+0.7)＝A-B log T (7)

式中：T为参考温度(K)；v为在设定温度下的运动粘度(cSt)；A、B为相应润滑油系数；

通过已知润滑油的任意两温度值下的粘度值，代入式(7)即可得到该润滑油的温粘曲线，通过曲线即可计算任意温度值下的粘度值；采用有限元方法求解雷诺方程，可以整合为一个求解程序，通过程序进行参数输入，利用计算机进行求解节省大量计算时间；

7.根据现有偏心位置，通过式(8)计算下一时刻偏心位置(e_x,e_y)，由压力积分等于外载荷计算下一时刻速度

8.重复步骤5-7，直到计算到最终时刻，即t＝NDATA：

9.根据上述计算可得轴心轨迹如图2所示，判断轴心轨迹的初始位置是否与最终位置重合，否则以计算出的新位置点坐标及速度代入步骤4作为新的初值重新计算；

10.根据上述步骤得到的轴心轨迹和压力分布，通过轴心轨迹可以得到最小油膜厚度曲线如图3所示；

11.计算轴承受力及最大油膜压力：

油膜合力：

F_x＝∫∫p cosθdA (9)

F_y＝∫∫p sinθdA (10)

轴颈摩擦力

轴承摩擦力

式中：F_x指油膜压力在x方向上的合力，F_y指油膜压力在y方向的合力，p指油膜压力，τ_yx指轴径转动过程中的剪切应力，F_t指轴径转动的总摩擦力

最大油膜压力通过前述步骤求出的压力分布求最大值可以得到，做最大压力分布曲线如图4所示。

12.通过压力积分可得到润滑油流量曲线如图5所示；

润滑油流量计算：

通过式(13)和(14)计算出轴承间隙在周向和轴向任意截面上的流速ν_x、ν_z。再通过对ν_x在轴向和油膜厚度方向积分可以得到周向的流量q_x，对ν_z在周向和油膜厚度方向进行积分可以得到轴承两端的流量q_z。

其中：ν_x、ν_z为润滑油在周向和轴向的流速；q_x、q_z为润滑油在周向和轴向任意截面的质量流量；U、W指固体表面相对运动速度；x、y、z指轴承周向、油膜厚度方向、和轴承轴向坐标；B指轴承宽度；L指轴承周向长度；h指油膜厚度；p指压力；μ指流体粘度；

13.计算功率损耗曲线如图6所示；

功率损耗计算：

式中：F指力向量矩阵；V指速度矩阵；T指摩擦力矩矩阵；ω指角速度矩阵，下标j＝1指轴颈，j＝2指轴瓦；

14.计算温升曲线如图7所示：

温升计算：

有效温度为：

T_eff＝T_in+ΔT (19)

式中：P指总功率，T_eff指有效温度，T_in指润滑油进油温度，ΔT指温度升高值，ε指轴承的偏心率，ρ₀指流体密度，c₀指流体的热容，Q_leakage指测泄流量；

15.参数安全性校核

确定温升、承载力、功率损耗、润滑油流量是否满足设备运行要求，如果不满足要求：先确定更改进油压力和更改润滑油类型能够改善润滑特性；其次考虑更改润滑油进油孔位置，(优化进油孔位置可以在保证承载力的情况下降低最大油膜压力，增大最小油膜厚度，改善润滑特性)；如果还无法改善，则重新修改初始宽径比及半径间隙，返回第一步重新计算。

16.重新确定进油孔参数

通过计算得到的最大油膜压力及压力分布，作压力与转角关系图如图8，图中横坐标x为曲轴的转角，纵坐标y为轴承周向展开角度，阴影区域为轴承油膜压力较高位置，其中阴影越密代表压力值越高，取轴承进油孔位置应尽量避免阴影区域中的高压力位置。

通过迭代至设计指标达到工况需求，则获得轴承最佳设计参数。

综上所述，本发明提供的设计方法包含了轴承的压力分布、最小油膜厚度、油膜压力、润滑油流量、功率损耗、有效温升的计算，通过迭代的计算方法确定最优的设计参数，以计算得到的压力确定轴承最佳进油孔位置；以曲轴转角为x轴，以轴承周向展开角度为y轴，绘制轴承压力随曲轴转角与轴承周向展开角度的关系云图，进行进油孔最优位置的判断；通过有限元求解雷诺方程的方法来计算动载轴承的压力分布，同时将求解计算过程整合为计算程序，代替传统的经验公式计算。

Claims (8)

1.一种应用于往复式压缩机曲轴上的动载轴承设计方法，其特征在于，包括以下步骤：

1)根据轴承工况确定宽径比B/D，参照轴颈直径确定轴承最小半径间隙，确定初始进油孔位置，其中B为轴承宽度，D为轴承直径；

2)给定初始时间偏心位置(e_x,e_y)和初始速度根据载荷曲线确定迭代次数NDATA，取初始时刻i＝1；其中，e_x指偏心位置的x坐标，e_y指偏心位置的y坐标，指此时刻偏心位置x方向的速度，指此时刻偏心位置y方向的速度，i代表了不同的时刻；

3)根据给定偏心计算油膜厚度及其随时间的变化关系；

4)求解二维的雷诺方程，计算轴承的压力分布，润滑油粘度通过温粘方程计算；

5)根据现有偏心位置，通过计算下一时刻偏心位置(e_x,e_y)，由压力积分等于外载荷计算下一时刻速度

6)重复前述迭代过程，直到计算到最终时刻，即t＝NDATA；

7)根据上述计算可得轴心轨迹，判断轴心轨迹的初始位置是否与最终位置重合，否则以计算出的新位置点坐标及速度作为新的迭代初值重新计算；

8)根据上述步骤得到的轴心轨迹和压力分布，通过轴心轨迹得到最小油膜厚度曲线；

9)计算轴承受力及最大油膜压力，最大油膜压力通过前述步骤求出的压力分布求最大值得到，做最大压力分布曲线；

10)通过压力积分可得到润滑油流量曲线；

11)计算功率损耗曲线；

12)计算温升曲线；

13)参数安全性校核，确定温升、承载力、功率损耗、润滑油流量是否满足设备运行要求，如果不满足要求：先确定更改进油压力和更改润滑油类型能够改善润滑特性；其次考虑更改润滑油进油孔位置；如果还无法改善，则重新修改初始宽径比及半径间隙，返回第一步重新计算；

14)重新确定进油孔参数，通过计算得到的最大油膜压力及压力分布，作压力与转角关系图，取优化后的轴承进油孔位置；

15)通过迭代至设计指标达到工况需求，则获得轴承最佳设计参数。

2.根据权利要求1所述的一种应用于往复式压缩机曲轴上的动载轴承设计方法，其特征在于，步骤3)中，偏心计算油膜厚度及其随时间的变化关系如下：

式中，h表示油膜厚度，表示油膜厚度的导数，θ表示轴承偏位角，C表示轴承的半径间隙。

3.根据权利要求2所述的一种应用于往复式压缩机曲轴上的动载轴承设计方法，其特征在于，步骤4)的具体计算方法如下：

当计入紊流因素时系数为式(5)和(6)所示

式中x，y表示轴承周向和轴向坐标；ρ表示流体的密度；p指油膜压力；h指油膜厚度；U指相对运动速度；μ指流体粘度；t指时间；Re指雷诺数；

对于动态载荷轴承，取定粘度进行计算，粘度计算公式为：

loglog(ν+0.7)＝A-BlogT (7)

式中：T为参考温度；v为在设定温度下的运动粘度；A、B为相应润滑油系数。

4.根据权利要求3所述的一种应用于往复式压缩机曲轴上的动载轴承设计方法，其特征在于，步骤5)的具体计算方法如下：

5.根据权利要求4所述的一种应用于往复式压缩机曲轴上的动载轴承设计方法，其特征在于，步骤9)的具体计算方法如下：

油膜合力：

F_x＝∫∫pcosθdA (9)

F_y＝∫∫psinθdA (10)

轴颈摩擦力

轴承摩擦力

式中：F_x指油膜压力在x方向上的合力，F_y指油膜压力在y方向的合力，p指油膜压力，τ_yx指轴径转动过程中的剪切应力，F_t指轴径转动的总摩擦力。

6.根据权利要求5所述的一种应用于往复式压缩机曲轴上的动载轴承设计方法，其特征在于，步骤10)的具体计算方法如下：

其中：ν_x、ν_z为润滑油在周向和轴向的流速；q_x、q_z为润滑油在周向和轴向任意截面的质量流量；U、W指固体表面相对运动速度；x、y、z指轴承周向、油膜厚度方向、和轴承轴向坐标；B指轴承宽度；L指轴承周向长度；h指油膜厚度；p指油膜压力；μ指流体粘度。

7.根据权利要求6所述的一种应用于往复式压缩机曲轴上的动载轴承设计方法，其特征在于，步骤11)的具体计算方法如下：

式中：F指力向量矩阵；V指速度矩阵；T指摩擦力矩矩阵；ω指角速度矩阵，下标j＝1指轴颈，j＝2指轴瓦。

8.根据权利要求7所述的一种应用于往复式压缩机曲轴上的动载轴承设计方法，其特征在于，步骤12)的具体计算方法如下：

温升计算：

有效温度为：

T_eff＝T_in+ΔT (19)

式中：W指总功率，T_eff指有效温度，T_in指润滑油进油温度，ΔT指温度升高值，ε指轴承的偏心率，ρ₀指流体密度，c₀指流体的热容，Q_leakage指测泄流量。